皮带运输机传动装置设计(编辑修改稿)

皮带运输机传动装置设计(编辑修改稿)内容摘要：

1） 计算大小齿轮  FSFYY  ，并加以比较   01 9 33 F SF YY     0 16 1 41 44 F SF YY   11 大齿轮的数值大。 （ 2）设计计算   42 33 2232 2 1 . 7 5 5 2 . 9 3 4 1 0 0 . 0 1 6 1 5 1 . 4 2 41 3 2FSdH YYKTm m mZ        对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关 ,可取由弯曲强度算得的模数 并近圆整为标准值 m=，按接触强度算得的分度圆直径 1 mm ，算出小齿轮齿数 11 4 7 .4 7 321 .5dZ m   大齿轮齿 数 2 6 32 98Z    取 2 98Z 几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 11 32 48d Z m mm    22 98 1. 5 14 7d Z m mm    （ 2）计算中心距 mmdda 147482 43  （ 3）计算齿轮宽度 mmdb d 484813  取 mmB 503  mmB 554  低 速级直 齿 圆柱 齿轮的设计计算 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 2） 选用直齿圆柱轮传动 3） 精度等级选 7级精度 4） 材料选择，由参考资料【 1】表 101选择小齿轮材料为 40Cr （调质） ,硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 5） 选小齿轮齿数 3 24Z ，大齿轮齿数 4 4. 10 24 98 .4Z   ,取 4 99Z 12 按齿面接触强度设计 由参考资料【 1】中设计计算公式（ 109a）进行计算，即  3213 HEdtZKTd  （ 1） 确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数 tK 2） 计算小齿轮传递的转矩 33 1 3 5 .1 7 1 0T N mm   3） 由参考资料【 1】表 107 选取齿宽系数 1d 4） 由参考资料【 1】表 106 查得材料的弹性影响系数 MpaZ E  5） 由参考资料【 1】图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MpaH 5501lim  大齿轮的接触疲劳强度极限 MpaH 4902lim  6） 由参考资料【 1】表 1013 计算应力循环次数 9316 0 6 0 1 4 4 0 1 ( 1 1 0 3 0 0 8 ) 2 . 0 7 1 0hN n jL          892 N 7） 由参考资料【 1】图 1019 取接触疲劳寿命系数 HNK 2  8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 1S 由参考资料【 1】式（ 1012）得   M paSK HHNH 4951 i m11     2 l i m 22 0 . 9 5 6 8 0 6461H N HH K M p aS    （ 1）计算 1）试算小齿轮分度圆直径 td1 ，代入  H 中较小的值。 13  2 231 333 1 1 .3 1 3 5 .1 7 1 0 5 .1 0 1 8 9 .82 .3 2 2 .3 2 5 2 .7 21 4 .1 0 6 4 6t EtdHKT Zd m m        2）计算圆周速度 v 41 2 2 7 . 2 1 1 4 . 7 1 . 3 66 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdn mv s     3)计算齿宽 b 3 1 d m m      4）计算齿宽与齿高比 模数 115 2 .7 2 2 .2 024tt dm m mZ   齿高 mmmh t  2  6） 计算载荷系数 根据 v= sm ,7 级精度， 由参考资料【 1】图 108 查得动载荷系数 vK 直齿 轮 1  FH KK 由参考资料【 1】表 102 查得使用系数  由参考资料【 1】表 104 用插值法查得 7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时   ，由 hb ，   参考资料【 1】查图 1013 得   故载荷系数 1 . 1 5 1 . 1 3 1 1 . 4 1 7 1 . 8 0A V H HK K K K K      7） 按实际的载荷系数校正所分度圆直径，由参考资料【 1】式（ 1010a）得 3311 1 . 85 2 . 7 2 5 5 . 0 91 . 3ttkd d m mk    7）计算模数 m mmZdm  按齿根弯曲强度设计 由参考资料【 1】式（ 105）得弯曲强度的设计公式为 14  3 2112 HSFdYYZKTm   确定公式内的各计算数值 1）由参考资料【 1】 图 1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MpaFE 4501  ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MpaFE 3802 。 2）由参考资料【 1】图 1018 取弯曲疲劳寿命系数 1  2  3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S= 由参考资料【 1】式（ 1012）   M p aSK FEFNF     222 0 . 8 8 3 8 0 2 3 8 . 8 61 . 4F N F EF K M p aS    4）计 算载荷系数 K 7   FFVA KKKKK 5）查取齿形系数 由参考资料【 1】表 105 查得 1   FY 6）查取应力校正系数 由参考资料【 1】表 105 查得 1   SY 8） 计算大小齿轮  FSFYY  ，并加以比较   11 F SF YY     0 16 4 38 22 F SF YY   大齿轮的数值大。 （ 2）设计计算   31 33 2212 2 1 . 9 4 3 9 6 . 8 8 1 0 0 . 0 1 6 4 0 1 . 8 41 2 4FFdH YYKTm m mZ        对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关 ,可取由弯曲强度算得的模数 m=，按接触强度算得的分度圆直径 1 mm ，算出小齿轮齿数。 15 3335 5 . 0 9 2 3 . 9 5 2 42 . 3 0dZZm   ， 取 大齿轮齿数 4 4. 10 24 98 .4Z    取 992Z 几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 mmmZd  mmmZd  （ 2）计算中心距 mmdda 4 12 2 21  （ 3）计算齿轮宽度 mmdb d  取 mmB  mmB  16 7 轴的结构设计及计算 高速轴的结构设计及计算 轴上的功率 1P 、转速 1n 和转矩 1T 的计算 在前面的设计中得到 1P  1n 1440r/min 1 34340T N mm 求作用在齿轮上的力 因在前面的设计中得到高速级大齿轮的分度圆直径为 1 48d mm 而 112 2 3 4 3 4 0 1 4 3 0 . 3 1 4 3 048t TF N Nd     nrt ta n 1430 ta n 20 521c osF F N N    因为是直齿轮传动，只有径向力，无轴向力，故 aF 0N 圆周力、径向力的方向如（图 43）所示。 初步确定轴的最小直径 根据文献【 1】中的式（ 152）初步估算轴的最小直径。 选取材料为 45钢，调制处理。 有文献【 1】中的表 153，取 112，于是就有 17 1 33m i n 011 . 1 1 81 1 2 1 0 . 3 m m1440pd A m mn    输出轴的最小直径也就是安装联轴器处的直径 dⅠ Ⅱ （见图 72）与联轴器的孔径相适应，故须同时选取连轴器型号。 联轴器的计算转矩 ca AT KT 由文献【 1】中的表 141，考虑到转矩变化很小，故 取  则： 1 1. 5 76 30 0 98 91 7c a AT K T Nm m Nm m    按照计算转矩 caT 应小于联轴器公称转矩的条件，根据文献【 2】中 P143，选用 YL6 型凸缘联轴器，其公称转矩为。 半联轴器的孔径 1 20d mm ，故取 20d mmⅠ Ⅱ ，半联轴器长度 L=42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度1 30L mm。 轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案 通过初步计算， tem ,所以选用齿轮轴。 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度方案 18 ①、 1d ： 1d =d=25mm ②、 2d ：这里为定位轴肩， 2d 应在 1d 的基础上加上两倍轴肩的高度，所以 2 1 12 0. 07 30d d d m m   。 考虑到该轴段安装密封圈，所以直径 2d 还应该符合密封圈的标准，取 2d =30mm ③、 3d ：此处为 齿轮 ，所以 3 48d mm ； ④、 4d ： 4230d d mm ⑤、 5d ： 5d = 1d =25mm； ⑥、 6d =24mm； ⑦、 7d =20mm 2）、各轴段的长度： ①、 1l ：初步选定轴承：因只受径向载荷，故选深沟球轴承 GB/T 2721994 6205；其尺寸为 2 5 5 5 1 0d D B m m m m m m    。 轴承座孔 L 应该等于底座壁厚δ + 5~10mm 5 ~ 1 0 2 6L m m m m    δ ②、 2l 、由于深沟球轴承为固定间隙轴承，为补偿轴受热伸长量，则 3l =3mm； ③、 3l ： 3l =B=52mm； ④、 4l ：此处的长度 根据整体长度设计， 4l =87mm； ⑤、 5l ： 5l =17mm ⑥、 6l ：齿轮端面至箱体内表面的距离 1△ 大于壁厚δ =8mm，取 1△ =10mm（此处为小齿轮轮宽比配对大齿轮大，所以大齿轮肯定不会碰到内壁，反而会离得更远）。 6l =46mm； ⑦、 7l 、 此处连接联轴器长度， 所以 7l =35mm。 至此，已初步确定轴的各段直径和长度。 19 确定轴上圆角和倒角尺寸 根据文献【 1】中的表 152，取轴的小端倒角为  ，轴的大端倒角为 各轴肩处的圆角半径见图 43 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图 72）做出轴的计算简图（图 71） ,在确定轴承的支点位置时，因从手册中查取 e值（文献【 1】图 1523）。 对于 6207 型深沟球轴承，由手册中可查得 e=。 因此作为简支梁的轴的支撑跨距23 13 2. 5 52 .5 18 5L L m m m m m m   。 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图 71）。 从轴的结构图及弯矩图和扭 矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。 现将计 算出截面 C处的 HM 、 VM 及 M 的值如表 71所示（参看图 71） 20 FrFt(a)(b)(c)(d)(e)ωCABDTMVL3L2L1FNH1FNV1FNH1FNH2FNV2FNH2FNV2M。